《电液伺服系统》ppt课件

1、第六章第六章 电液伺服系统电液伺服系统第一节第一节 电液伺服系统的类型电液伺服系统的类型n一、模拟伺服系统 n 在模拟伺服系统中，全部信号都是延续的模拟量，在此系统中，输入信号、反响信号、偏向信号及其放大、校正都是延续的模拟量 n 二、数字伺服系统 n 在数字伺服系统中，全部信号或部分信号是离散参量。数字检测安装有很高的分辨才干，所以数字伺服系统可以得到很高的绝对精度。数字伺服系统的输入信号是很强的脉冲电压，受模拟量的噪声和零漂的影响很小。所以当要求较高的绝对精度，而不是反复精度时，常采用数字伺服系统。 第二节第二节 电液位置伺服系统的分析电液位置伺服系统的分析 n一、系统的组成及其传送函数一

2、、系统的组成及其传送函数 n自整角机丈量安装输出的误差信号电压自整角机丈量安装输出的误差信号电压 n当当 很小时，很小时， n自整角机的增益为自整角机的增益为 n相敏放大器，将其看成比例环节，其增益相敏放大器，将其看成比例环节，其增益 n伺服放大器传送函数可用伺服放大器增益表示，伺服放大器传送函数可用伺服放大器增益表示， )sin(KUcree crcrsin cr ecreKU degKUU agKUI n 电液伺服阀的传送函数电液伺服阀的传送函数n当伺服阀的频宽与液压固有频率相近时当伺服阀的频宽与液压固有频率相近时 n当伺服阀的频宽大于液压固有频率当伺服阀的频宽大于液压固有频率(35倍倍)

3、时时 n当伺服阀的频宽大于液压固有频率当伺服阀的频宽大于液压固有频率(510倍倍)时时 12220 ssKIQ)s(GKsvsvsvsvsvsv 10 sTKIQ)s(GKsvsvsvsv svsvsvKIQ)s(GK 0n在没有弹性负载和不思索构造柔度的影响时在没有弹性负载和不思索构造柔度的影响时,阀控阀控液压马达的动态方程为液压马达的动态方程为n齿轮减速器的传动比为齿轮减速器的传动比为 12412220sssTsKViDKDQhhhLceetmcemm cmi imc1 12)14(222sssTsKVDKXDKhhhLceetmcevmqm n系统的开环传送函数为 1222sss)s(G

4、K)s(H)s(Ghhhsvv msvadeviDKKKKK n电液伺服阀的呼应速度较快，与液压动力元件电液伺服阀的呼应速度较快，与液压动力元件相比，其动态特性可以忽略不计，把它看成比相比，其动态特性可以忽略不计，把它看成比例环节。例环节。n 二、系统的稳定性分析二、系统的稳定性分析n系统的稳定条件系统的稳定条件 n通常相位裕量应在通常相位裕量应在 之间，增益裕量之间，增益裕量20lg 应大于应大于6dB(或或 )。 1222sssK)s(H)s(Ghhhv hhvK 2 6030gK2Kg n取增益裕量取增益裕量 n在相位裕量在相位裕量 时，其对应的相位为时，其对应的相位为 2112 ghh

5、vKK 20lg 6db gK2 gK hhvK 45 431222 hchchcarctg)(由于由于 只能取正值故解得只能取正值故解得 c12 hhhc n假设取相位裕量假设取相位裕量 ，那么，那么 所对应的对数所对应的对数幅值幅值 45c02120222 hchhccvKlg 22122hhhvhK hvK hvK hvK n三、系统呼应特性分析三、系统呼应特性分析 n 系统闭环呼应特性包括对指令信号和对外负载力系统闭环呼应特性包括对指令信号和对外负载力矩干扰的闭环呼应两个方面。矩干扰的闭环呼应两个方面。n( (一一) )对指令输入的闭环频率呼应对指令输入的闭环频率呼应 n其特征方程可用

6、一个一阶因式和一个二阶因式表其特征方程可用一个一阶因式和一个二阶因式表示，即示，即 n 121223223 hvhhvhhhvhvhhhvrcsKsKsKKsssK 121122sssncncbrcnc hvK vbK h hvK h ncn当当 和和 值都较小时，闭环参数与开环参值都较小时，闭环参数与开环参数有如下的近似关系数有如下的近似关系 h hv/K vbK hnc hvhnc/K 21 hvK nc n (二二)系统的闭环刚度特性系统的闭环刚度特性n系统对外负载力矩的传送函数为系统对外负载力矩的传送函数为n思索到思索到 时，时， ，那么闭环刚度可写，那么闭环刚度可写成成 121412

7、222ncncncbceetmvceLcsssKVDiKKT 0Bm tceehhVK 42 121212222 hhncncncbcemvcLsssKDiKT n一阶滞后环节和一阶超前环节可近似抵消，那一阶滞后环节和一阶超前环节可近似抵消，那么刚度的表达式简化为么刚度的表达式简化为 122222ncncnccemvcLsKDiKT n在谐振频率在谐振频率 处闭环刚度最小，其值为处闭环刚度最小，其值为 n令令s0，可得系统的闭环静态刚度为，可得系统的闭环静态刚度为 nc cemvnccLKDiKT22min2 cemvcLKDiKT220 n四、系统的稳态误差分析四、系统的稳态误差分析 n(一

8、一)指令输入引起的稳态误差指令输入引起的稳态误差n系统对指令输入的误差传送函数为系统对指令输入的误差传送函数为 n利用拉氏变换的终值定理，求得稳态误差为利用拉氏变换的终值定理，求得稳态误差为)s()s(H)s()s(Ecrr vhhhhrrerKssssss)s(G)s()s(E)s(hh 1212112222 )s()s(slim)s(sElimerersrsr 00 n1阶跃输入阶跃输入 n2. 等速输入等速输入n 3. 等加速输入等加速输入 )s(Ksssssslimervhhhhsrhh 1212222220s)s(rr 0 re2s)s(rr vrrKe 3s)s(rr ren (二

9、二)负载干扰力矩引起的稳态误差负载干扰力矩引起的稳态误差 n系统对外负载力矩的误差传送函数为系统对外负载力矩的误差传送函数为 n稳态负载误差为稳态负载误差为n对恒值外负载力矩对恒值外负载力矩 ，那么有，那么有vhhceetmceLcLLeLKssssKVDiK)s(T)s()s(T)s(E)s(h 12412222 )s(T)s(slimeLeLsL 0 sT)s(TLL0 022LmvceLTDiKK)(e n(三)零漂和死区等引起的静态误差 n将零漂、死区等在系统中呵斥的误差称为系统的静差。n静摩擦力矩引起的静态位置误差为 mvfcecDiKTK21 n静摩擦力矩折算到伺服阀输入端的死区电

10、流为静摩擦力矩折算到伺服阀输入端的死区电流为n电液伺服阀的零漂和死区所引起的位置误差为电液伺服阀的零漂和死区所引起的位置误差为n静态位置误差为静态位置误差为 iKTKIsvfceD 1adeDdcKKKII 2 adecKKKI n五、计算举例n电液位置伺服系统。巳知:液压缸有效面积 ，系统总流量压力系数 ，最大任务速度Vm2.210-2m/s，最大静摩擦力Ff=1.75104 N，伺服阀零漂和死区电流总计为15mA。取增益裕量为6dB，试确定放大器增益、穿越频率和相位裕量；求系统的跟随误差和静态误差。 2410168mAp Pas/m.Kce 3111021n系统的开环传送函数为系统的开环传

11、送函数为 n开环放大系数开环放大系数 1883 . 028811577 . 02157)()(2222sssssKsHsGv apsvavK.AKKK431016810961 n光电检测器与光电检测器与伺服放大器增伺服放大器增益益 m/A.KKva8211559109613 系统的跟随误差为系统的跟随误差为 m.m.KV)(evmr32108907241022 静摩擦力引起的死区电流为静摩擦力引起的死区电流为 AFAKKIfpsvceD43111101681096. 1102 . 1n零漂和死区引起的总静态误差为零漂和死区引起的总静态误差为n系统的总误差为跟随误差和总静态误差之和，系统的总误差

12、为跟随误差和总静态误差之和，即即(0.89+0.1)*10-3=0.99*10-3mmKIxap310*1 . 0 第三节第三节 电液伺服系统的校正电液伺服系统的校正 n 一、滞后校正一、滞后校正 n滞后校正的主要作用是经滞后校正的主要作用是经过提高低频段增益，减小过提高低频段增益，减小系统的稳态误差，或者在系统的稳态误差，或者在保证系统稳态精度的条件保证系统稳态精度的条件下，经过降低系统高频段下，经过降低系统高频段的增益，以保证系统的稳的增益，以保证系统的稳定性。定性。 n传送函数为传送函数为 1110 rcrccss)s(u)s(u)s(G 121122sssssK)s(H)s(Ghhrc

13、rccvh 参与滞后校正后，系统的开环传送函数为参与滞后校正后，系统的开环传送函数为 串联校正控制器对象反馈校正- - -n设计步骤如下：n 1)根据稳态误差的要求，确定系统的速度放大系数Kvcn 2)利用已确定的速度放大系数，画出末校正系统的伯德图检查未校正系统的相位裕量和增益裕量，看能否满足要求。n3)假设不满足要求，那么应根据相位裕量和增益裕量的要求确定新的增益穿越频率。n4)选择转机频率 。为了减小滞后网络对 处相位滞后的影响，应使 低于新增益交界频率的1到10倍频程。n5)确定滞后超前比a，由 可确定出a值,普通在10-20之间，通常取a=10 )125(r)(00cc 0180 c

14、vvcKK rc c rc crc 5141 121122sssssK)s(H)s(Ghhrcrccvh n 滞后校正使速度放大系数提滞后校正使速度放大系数提a高倍，因此使速度高倍，因此使速度误差减小误差减小a倍。提高了闭环刚度，减小了负载误差。倍。提高了闭环刚度，减小了负载误差。由于回路增益提高，减小了元件参数变化和非线由于回路增益提高，减小了元件参数变化和非线性影响。但滞后校正降低了穿越频率，使穿越频性影响。但滞后校正降低了穿越频率，使穿越频率两侧的相位滞后增大，特别是低频侧相位滞后率两侧的相位滞后增大，特别是低频侧相位滞后较大。假设低频相位小于较大。假设低频相位小于-180。在开环增益减

15、小。在开环增益减小时，系统稳定性就要变坏，甚至变得不稳定。也时，系统稳定性就要变坏，甚至变得不稳定。也就是说，系统变成了有条件稳定的系统，对系统就是说，系统变成了有条件稳定的系统，对系统参数变化和非线性影响比较敏感。参数变化和非线性影响比较敏感。 n例1.知阀控缸电液位置控制系统如下图，负载质量M作直线运动，知负载工况为行程xpmax=0.5m；M=1000kg;干摩擦力Ff=2000N；负载最大速度Vmax=0.1m/s。负载最大加速度a=2.2m/s2。能源压力为Ps=63bar；最大输入信号电压ei=5V；油液容积弹性模数e=10*108。选用的电液伺服阀的数据为：频率 ，阻尼系数 ；阀

16、的流量增益 ；压力流量系数 。再取反响增益为 Kf=10V/m，n(1) 试设计液压缸的活塞面积，进而确定液压缸的传送函数，并设计伺服放大器的增益Ka，使系统的相角裕度大于45度；幅值裕度大于6dB。slmf/600 5 . 0 mf AsmKqs/ )/(10*44. 433 )/(10*4512sNmKc n2.假设希望由于干摩擦所引起的误差下降到原来的1/4，采用滞后校正，试设计滞后校正安装的参数，并调整直流放大器增益以坚持系统的幅值裕度不变。放大器放大器直流伺服直流伺服伺服阀伺服阀电液电液液压缸液压缸-iegefe电位计MfF当当Ka=0.2时时n输入端误差n输出端误差n假设要误差减小

17、为原来的1/4，那么增益应增大为原来的4倍，即Ka=0.8A， mmmAAKKKFKAKFKeppfqsafcepvfcessf9 . 0109/422 mmmAAKKKKFKAKFKKeppfqsaffcepvffcessf9109/322 n假设不改动原系统的截至频率那么，滞后校正元假设不改动原系统的截至频率那么，滞后校正元件的分度系数应为件的分度系数应为4，取滞后校正元件的传送函数，取滞后校正元件的传送函数为：为：185. 114 . 7)( sssGcn二、速度与加速度反响校正二、速度与加速度反响校正n速度反响校正的主要作用是提高主回路的静态刚速度反响校正的主要作用是提高主回路的静态刚

18、度，减少速度反响回路内的干扰和非线性的影响，度，减少速度反响回路内的干扰和非线性的影响，提高系统的静态精度。加速度反响主要是提高系提高系统的静态精度。加速度反响主要是提高系统的阻尼。低阻尼是限制液压伺服系统性能目的统的阻尼。低阻尼是限制液压伺服系统性能目的的主要缘由、假设能将阻尼比提高到的主要缘由、假设能将阻尼比提高到0.4以上，系以上，系统的性能可以得到显著的改善。统的性能可以得到显著的改善。 n 速度与加速度反响校正回路的闭环传送函数为 1121112121sKKKssKD/KKUhhhhmsvagm nk1只需速度反响校正时校回路的开环增益nK2-只需加速度反响校正时校回路的开环增益n整

19、个位置伺服系统的开环传送函数为 n mfvsvaDKKKK 1mfasvaDKKKK 2 1121)1/()()(121221sKKKssKKsHsGhhhhv Kv系统未加校正时的开环增益，系统未加校正时的开环增益， msvadeviDKKKKK n只需速度反响校正时，只需速度反响校正时，K2=0，速度反响校正，速度反响校正使位置系统的开环增益降为使位置系统的开环增益降为 ，固有，固有频率增大为频率增大为 ，阻尼比下降为，阻尼比下降为 开环增益的下降，可以经过调整前置放大器的开环增益的下降，可以经过调整前置放大器的增益增益 加以补偿。加以补偿。 n设具有速度与加速度反响校正的固有频率与阻设具

20、有速度与加速度反响校正的固有频率与阻尼比分别为尼比分别为 和和 n )K/(Kv11 11Kh 11K/h dKhh 11Khh 12122KKhhh n三、压力反响和动压反响校正三、压力反响和动压反响校正 n采用压力反响和动压反响校正的目的是提高系统采用压力反响和动压反响校正的目的是提高系统的阻尼。负载压力随系统的动态而变化，当系统的阻尼。负载压力随系统的动态而变化，当系统振动加剧时，负载压力也增大。假设将负载压力振动加剧时，负载压力也增大。假设将负载压力加以反响，使输入系统的流量减少，那么系统的加以反响，使输入系统的流量减少，那么系统的振动将减弱，起到了添加系统阻尼的作用。振动将减弱，起到

21、了添加系统阻尼的作用。n 可以采用压力反响伺服阀或动压反响伺服阀实现可以采用压力反响伺服阀或动压反响伺服阀实现压力反响和动压反响。也可以来用液压机械网络压力反响和动压反响。也可以来用液压机械网络或电反响实现压力反响或动压反响。或电反响实现压力反响或动压反响。 n (一)压力反响校正 n压差或压力传感器测取液压马达的负载压力，反响到功率放大器的输入端，构成压力反响。 n压力反响回路的闭环传送函数为 12/22sssDKKUhhmsvagmh n校正后系统的阻尼比为n位置系统的开环传送函数为ttemfpsvacemhtfpsvaVJDKKKKDJKKKhh 22 1222sssK)s(H)s(Gn

22、chvnc 压力反响不改动开环增益和液压固有频率，但使阻尼压力反响不改动开环增益和液压固有频率，但使阻尼比添加了比添加了 。，msvadeviDKKKKK n (二)动压反响校正 第四节第四节 电液速度控制系统电液速度控制系统 n电液速度控制系统统按控制方式可分为：阀控液压马达速度控制系统和泵控液压马达速度控制系统。阀控马达系统普通用于小功率系统，而泵控马达系统普通用于大功率系统。n一、阀控马达速度控制系统 12)()(220 ssKsHsGnchnc n系统开环传送函数系统开环传送函数mfvsvaDKKKK 0n滞后校正1110 sTuucRcTc n系统系统Bode图图n稳定条件稳定条件n

23、滞后网络时间常数滞后网络时间常数hhhc )4 . 02 . 0(2 cKT 0 n二、二、 泵控马达速度控制系统泵控马达速度控制系统n(一一)泵控开环速度控制系统泵控开环速度控制系统 n变量泵的斜盘角由比例放大器、伺服阀、液压缸变量泵的斜盘角由比例放大器、伺服阀、液压缸和位移传感器组成的位置回路控制。和位移传感器组成的位置回路控制。 n(二二)带位置环的泵控闭环速度控制系统带位置环的泵控闭环速度控制系统 n (三三)不带位置环的泵控闭环速度控制系统不带位置环的泵控闭环速度控制系统 n三、计算举例 n设速度控制系统的原理图和方块图如图 n该系统的开环增益为该系统的开环增益为 K0=0.05*3

24、060*1.25*3*0.175=100 40dB20lgK0 系统校正：积分放大器系统校正：积分放大器TssGc1)(RCT 假设假设T20，那么，那么 s.)s(Gc050 当输入当输入1v时，系统所对应的希望输出为时，系统所对应的希望输出为 s/rad.s/rad.KUfvrm9131750111 第五节第五节 电液力控制系统电液力控制系统 n一、系统组成及任务原理一、系统组成及任务原理n电液力控制系统主要由伺服放大器、电液伺服阀、电液力控制系统主要由伺服放大器、电液伺服阀、液压缸和力传感器等组成液压缸和力传感器等组成 n 二、根本方程与开环传送函数二、根本方程与开环传送函数n偏向电压信

25、号为偏向电压信号为 n力传感器方程为力传感器方程为n伺服放大器动态可以忽略，其输出电流为伺服放大器动态可以忽略，其输出电流为n伺服阀传送函数可表示为伺服阀传送函数可表示为 freUUU gfFfFKU eaUKI )s(GKIXsvsvv n假定负载为质量、弹性和阻尼，那么阀控液压缸的动态可用下面三个方程描画 pppptLpLetLtpppLLcvqLKXsXBXsmpAFspVpCsXAQpKXKQ 02g4 n阀芯位移阀芯位移Xv至液压缸输出力至液压缸输出力Fg的传送函数的传送函数 22222232241441pceetppceeptptceettptpqvgAkKsAKVABKsABVAmKsAmVsKBsKmKAKXFppp 负载的阻尼系数负载的阻尼系数Bp很小可以忽